中南建筑设计院  刘华斌  许玲  王春香  马友才

摘要：  低温送风空调系统与常规空调系统有较大的差异，了解低温送风系统独有的特点，是正确设计低温送风系统所必需的。文中阐述了低温送风系统气流组织、末端风口、控制策略、所需冷源以及在大空间空调中的应用。

关键词：  蓄冷    低温送风系统    大空间空调    冷源   气流组织    控制

0 前言

    空调系统中的低温送风概念始于上世纪中期，概据文献［Ⅰ］的定义，名义送风温度低于10℃的空调系统，既可称为低温送风系统［Ⅰ］，从上世纪80年代中期开始，低温送风系统在欧美各国的商业、医疗建筑中得到广泛的应用，国内近十年来已有多项低温送风空调工程成功投入使用，如上海中美儿童医院、国家电力调度中心、上海科技城等工程。这些工程的成功运行为我国低温送风系统的设计、施工积累了许多宝贵的经验。低温送风系统采用送风大温差技术，减少了风机的电耗，减少了空调机组及风管的投资，一个设计合理的低温送风系统，不仅节能效益显著，而且初投资比常规空调系统低，采用与冰蓄冷技术相结合的低温送风系统是当国内外空调系统发展方向，本文试图从设计的角度探讨该系统的一些特点和设计措施。

1  低温冷源

1.1 低温送风系统对冷源的要求

    低温送风系统所需的低温空调冷水一般通过冰蓄冷系统得到，也可以通过性能合适的电制冷机组直接得到，采用何种方式制备低温水，应根据所需冷风温度、系统规模、经济性、可靠性等因素综合比较后确定。概据送风温度的不同，低温送风系统可分为三类：超低温送风系统（送风温度≤5℃），名义送风温度7℃的低温送风系统（6-8℃），名义送风温度10℃低温送风系统（9-10℃）。

    概据文献［Ⅱ］所推荐的3℃接近度［Ⅱ］——即表冷器冷水进水温度与表冷器出风温度差值，三类低温送风系统对应的冷水初温分别应不大于2℃、4℃、6.5℃，冰蓄冷系统的释冷温度一般则应该分别不大于1.5℃、3.5℃、6℃，由此可见名义送风温度10℃低温送风系统可直接用制冷机组作为冷源，其它两类系统则应该通过冰蓄冷系统得到（当然也可通过直接膨胀低温空调机组直接生产低温风，此文不作讨论）,对于一些需要超低温送风的场所，且系统不大，可将低温乙二醇溶液直接送至空调机组。

1.2几类冰蓄冷系统特性

    目前国内应用较普遍的冰蓄冷方式有：静态制冰的内融冰和外融冰盘管式蓄冷方式、封装式冰蓄冷方式以及动态制冰的制冰滑落方式。

    盘管式蓄冷设备是由浸在冰槽中的盘管构成换热表面，蓄冷时载冷剂在盘管内循环或换热，冰层由外向内融化，其释冷温度可低至1-3℃，内融冰系统冰槽内的水不参与循环，由盘管内的载冷剂参与空调循环水的换热，冰层由内向外融化，释冷温度2.2-5℃；封装式蓄冷系统是将蓄冷介质封装在球形或板形小密封体内，并集中存放，载冷剂在小密封体外流动，进而冻结和融化小密封体内的介质，其释冷温度1-3℃；制冰滑落式冰蓄冷系统的制冷机组与蒸器分离，板式蒸发器置于蓄冷槽上部，当蒸发板上的冰层达到厚度一定时，冰片通过热制冷剂反吹后周期性地脱落到蓄冷槽内，共释冷温度1-2℃。各冰蓄冷系统的特点如下表：

1.3适应性

    比较上表几种冰蓄冷系统的释冷特性，当冰融化80%以上时，封装式冰蓄冷系统和内融冰冰蓄冷系统温度变化范围较大，适用于名义送风温度7℃及10℃的低温送风系统，制冰滑落式冰蓄冷系统和外融冰冰蓄冷系统温度变化范围小，释冷温度不超过2℃，适合于各种低温送风系统。

   释冷温度的高低决定低温风温度处理深度，一个不能忽视的问题就是蓄冷设备在释冷后期期的温升和释冷速率，建筑物西向房间最大冷负荷出现的时间一般均在下午16:00-17:00时，而此时往往是冰槽融冰末期，建筑物最大的负荷需求和供冷系统较高的释冷温度显然是矛盾的，过高的释决温度导致送风温度达不到设计要求，最终影响房间的设计温度，因此必须了解蓄冷设备的释冷特性，建筑物的逐时负荷特性，制定正确的融冰策略，保证融冰后期有冰可融，释冷温度和速率满足负荷需求。

    另外需要说明的是，采用电制冷机组直接供应5℃的低温水得到9℃左右的低温风也是一种可行的方案，由美国SOM公司设计的上海金茂大厦采用离心式冷水机组供冷，一次风空调机组供回水温度5.55℃/13.33℃，送风温度8.8℃。

2  空调系统、气流组织及送风末端

    低温送风系统可采用顶送，侧送等送风方式；由于送出的低温风可能会低于周围空气的露点温度而引起风口表面和周围空气结露，因此低温冷风不能不采取任何措施送入房间。目前有三种低温送风系统形式：①与变风量末端结合的变风量空调系统是低温送风系统传统的空气处理及气流组织形式，该系统能够实现分室温控，末端实施常温送风；②近几年继美国“9•11”事件和中国的SRAS风波，全空气系统的安全性被各国广泛讨论，空调系统形式又回到了“独立新风系统+室内冷却吊顶或风机盘管”的思路上，老思路当然不是走回头路，而是将系统的安全性和室内空气品质因素综合考虑，在系统上要求室内的冷却吊顶或风机盘管不允许有冷凝水产生，这种系统的主要特点是：新风机组承担新风本身的全热负热，并承担室内全部潜热负荷和部分显热负荷，冷却吊顶或风机盘管仅承担室内部分显热负荷，美国称之为“独立新风系统”，国内讨论多年的“干盘管系统”也有此种系统形式的一些特点；随着低温送风技术的发展，独立新风系统实施条件越来越成熟；③将一次低温风用专用送风口直接送入房间的系统形式。系统简单明了，控制方便，实用于大空间空调系统。

2.1 三类系统组成

2.1.1变风量低温送风系统

    由低温一次风变风量空调机组、变风量末端、末端风口组成，变风量末端分为诱导型、串联风机动力型、并联风机动力型三种形式，经空调机组处理后的低温一次风至VAV BOX与室内回风混合后经末端风口送至室内，当采用串联风机动力型VAV BOX可实现普通风口送风，当采用诱导型和并联风机动力型末端时，应采用防结露性能好的风口送风，最好采用低温送风口送风。

2.1.2 独立新风系统［Ⅲ］

    由低温风新风机组、室内显冷设备、全热交换器及控制系统组成，室内显冷设备可采用冷却吊顶、风机盘管、单元式空调机组等末端设备。该系统一个最显著的特点是室内显冷设备仅负担室内部分显热负荷，不负担任何潜热负荷，无冷凝水产生，因此，卫生条件及空气品质好，且无集中回风，系统的安全性好，阻止了传染性疾病、恐怖袭击借助空调系统回风管来传播和实施。设计中应注意：①设立全热交换器回收能源，同时减轻新风机组处理压力，新风机组处理显热、潜热负荷值应详细核实；②进水温度应控制在不低于室内空气露点温度处；③系统有组织排风，各空调房间设排风口。

2.1.3 低温一次风直接送入室内的全空气系统

    适用于商场、展厅等大空间建筑，送风口一般采用低温送风专用风口，风口诱导比应大，防结露性能应好。

2.2 气流组织和送风末端

    舒适性空调系统气流组织主要目的之一是满足人体的舒适性要求，ASHRAE对热舒适性定义为“主观上对热环境参数的独特生理反应”，影响这种生理反应的主要因素有：空气的干湿球温度、风速和热幅射等，而目前对低温送风空调系统空气分布性能的评价方法仍可采用“等效吹风感温度”和“空气分布性能指标”的方法。空气分布性能指标—ADPI被定义为“在工作区中具有-1.7℃～1.1℃的等效吹风感温度、风速小于0.35m/s侧点的百分数”。等效吹风感温度表示了空气温度、空气流速和相对湿度对人体生理上的综合影响，用下式表示：

Ted=(Tx—Tc)—8(Vx—0.15)

式中，Ted为等效吹风感温度，℃；
Tx为室内某点干球温度，℃；
Tc为室内平均干球温度，℃；
Vx为室内某点气流速度，m/s。

    低温送风系统中的气流组织及末端风口的配置尤为重要，配置不合适不仅会出现风口表面和周围空气结露的现象，而且还会引起冷风下沉，产生大量气流死角等问题，严重影响空调环境的热适性。利用变风量末端诱导一次风可实现在末端风口处采用常规送风温度送风，设计合理情况下可采用常规风口，推荐采用线型散流器送风，线型散流器的ADPI性能优于方形散流器和百叶风口。采用独立新风系统的新风送风口和直接送一次风的风口，由于送出的都是低温风，应采用专用低温送风口或诱导比大的旋流风口（旋流风口应采取防结露措施）。

    采用专用低温送风口的空调系统具有较好的ADPI性能，近几年在国内不少工程中得到实际应用，如应用于北京国家电力调度中心、中央电视台音像资料馆等工程的热芯高诱导比低温送风口（Thermal Core High Induction Diffuser），低温一次风以较高的速度经过风口周边的小孔，对室内气流产生强烈的诱导和卷吸，在离开风口喷嘴115mm距离处混风比例可达到2.35:1，使低温风在离开风口很短的距离内达到甚至超过常规送风温度，此种热芯风口主要有如下特点：①较高的诱导比（可达到37:1）；②有效防止结露，在不采用混风箱的情况下，允许4.5℃甚至更低的送风温度；③高射程、好的气流贴附特性；④ADPI值高于95%；⑤送热风效果也十分理想；不足之处，该风口阻力偏大，价格偏高。该风口有顶送，侧送多种气流组织方式，常用风量范围从85m3/h至6200m3/h不等，下图是该类型风口中HICT型风口特性（风口长度1200m）。

热芯高诱导风口的选型布置步骤：

①确定空调区最大和最小送风量；

②根据房间的形状和特征长度确定送风形式；

③按低温送风口标定风量80%-100%选择风口；

④按如下要求均匀布置低温送风口，避免冷风高速相遇引起的沉降，避免气流死角。

a)不应与迎面风口的气流在风速大于0.76m/s处相撞。

b)风口送出的气流遇到临近墙壁时的风速为0.25m/s～0.76m/s。

c)风口侧边至墙壁的距离，一般不应大于射流流速度在0.25m/s处射程的0.404倍，相邻两个风口侧边间距不应大于射流速度在0.25m/s处射程的0.808倍。

⑤检查风口的噪声值和静压值是否满足设计要求。

⑥如不满足上述要求重新选择风口。

3  负荷特点及相关节能措施

3.1 负荷特点

    低温送风空调系统房间相对湿度低，空气品质好，但较低的相对湿度必然有较大的潜热负荷，这是该系统的一大负荷特点，较低的风送风温度，较小的送风量使得系统中风管、风机、变风量末端的温升不得忽视，以下是低温送风系统中必须考虑的因素：

①由于室外空气的渗透而引起的潜热负荷。

②风管、风机、变风量末端得热引起的送风温升。

3.2 节能措施

①变风量末端降耗措施

尽量采用无风机诱导型VAV BOX和并联型VAV BOX，避免效率低的小风机用电消耗，并联型VAV BOX尽量采用间隙式运行控制方式。

②由于有较低的相对湿度，负荷计算时可提高室内干球计算温度1℃,可达到相同的舒适感。

③有必要采用全热交换器，最好采用潜热回收效率高的转轮式全热交换器，交换器阻力不宜超过200Pa，全热交换器的全热效率一般可达60%以上，极大减轻了表冷器的负担，表冷器排数可减少，表冷器的风阻和水阻随之降低，间接地降低了空调系统输送能耗。

④过渡季节采用加大新风比的节能措施。

4  控制策略

4.1 变风量系统主要控制内容

（1）一次风空调机组应采用变频控制，可通过定静压、变静压、总风量控制等方法实现空调机组变风量运行。

（2）采用定机器露点方法控制表冷器后的出风温度。

（3）房间温度由变风量末端配置的室内温度控制器独立控器。

4.2 最小送风量控制

    为满足房间最小新风量或最小换气量的要求，必须控制一次风空调机组或VAV BOX的最小送风量，可通过设定最小转速和变风量末端最小阀门开来实现，当房间温度进一步下降时，则可通过再加热或提高送风温度的方法保证室温的恒定。

4.3 防结露的控制

    除采用专用风口的措施外，还应通过温度的重新设定来实现防结露控制。

4.4 送风温度的重新设定

在下列情况下送风温度应重新设定［Ⅰ］：

（1）4.3节中的情况：在最小风量下，当房间温度进一步下降时（夏季），应重新设定送风温度，保证房间最小风量要求，可避免再热的浪费。

（2）低温送风系统刚启动时，为避免出现风口表面、周围空气结露现象，应将送风温度设定为常规系统送风温度，设计缓慢下降的时间表，实现“软启动”。

（3）供暖时，送风温度的上调。

（4）过渡季节加大新风量利用新风供冷。当室外空气焓值低于回风焓值时，可采用全新风运行方式，具有与回风焓值相同的室外温度称为“转换”温度，低温送风系统回风焓值比常规系统低，应重新设定送风温度，如调整到13℃，从而提高“转换”温度，其目的可提高新风供冷日期数。考虑到焓值传感器造价高，3—6个月需重新标定，采用干球温度控制更简单，且几乎与焓值控制同样有效，可直接采用干球温度传感器控制。

5  其它

5.1 空调机组

    低温送风系统冷水温度低，送风温度低，空调机组的选择不同常规系统，必须采用大温差低温送风空调机组，该机组具有如下特点：

（1）表冷器
低温机组除湿量大，单位风量处理冷量大，表冷器排数多，可达8～12排，表冷器翅片间距密，单位长度翅片数多达0.55片/mm。

（2）迎面风速
表冷器排数的增加，导致风阻的增加，有必要降低迎面风速，一般取1.5～2.3m/s，迎面风速的降低还减少了凝结水吹出盘管的可能。

（3）空气过滤
低温送风机组表冷器排数多，翅片密，清洗困难，应采用初中效两级过滤，初效过滤器可采用G4级(比色法30%),中效过滤器过滤效率宜为比色法60%以上，对应过滤级别为F6级以上。

（4）送风机位置
送风机相对表冷器的前后位置影响送风温度，风机引起空气温升可达1.5℃～2.0℃，建议将送风机置于表冷器前，采用压出式送风，尽量降低送风温度，风机出口和表冷器之间应保持不小于500mm间距，并应设置整流格栅或穿孔板稳定均布气流至表冷器处。

（5）接近度（Approach）［Ⅰ］［Ⅱ］：表冷器出风温度与冷媒进口温度之间的温差不宜小于3℃。

（6）机组的气密性
空调机组最好采用低漏风率的框架式结构，并对缝隙进行密封处理，空调箱的漏风率建议在1000Pa静压下不大于1%为准。

5.2 风管

（1）气密性
    低温送风系统风压较高，一般均属中压系统，风管的严密性要求高，矩形风管允许漏风量L≤0.0352P0.65[m3/（h•m2）]，圆形风管允许漏风量L≤0.0176P0.65[m3/（h•m2）]。P—系统工作压力。建议漏风量均不要超过圆形管道要求值，国家电力调度中心低温送风空调系统设计要求风管漏风量达到美国SMACNA标准,即送风压力900Pa时风管漏风量低于0.9137m3/（h•m2）［Ⅴ］。

（2）保温及防潮隔汽
    保温及隔汽层应连续，不应有破损，风管法兰处在保温层外另加一层宽度不小于10cm的保温条，以防止法兰处胁片出现冷桥。

    建议增设保护层，比较经济的作法可在送风管完成保温后，采用玻璃纤维布外涂防火涂料做为防潮隔汽层的保护层，确保交叉施工保温层、隔汽层不被破坏，或采用高强度的铝箔贴面兼作防护层。

5.3 风机盘管机组的供水措施

    风机盘管设计工况一般均为7℃供水，当2～5℃供水送入风机盘管中，可能会引起常规送风口的结露，若采用低温送风口阻力又太大，一般风机盘管无法达到低温风口所需的静压要求，在水系中可采用如下措施：

（1）设独立制冷机组，专供风机盘管使用。

（2）采用热交换器将低温水交换成7℃常规用水。

（3）小范围风机盘管区域设二次泵，并设三通阀混水，将低温水和系统回水混合后再泵入风机盘管。

（4）采用新风机组和风机盘管串联运行方式，低温水先进入新风机组升温后，再进入风机盘管，新风机组与风机盘管均采用三通阀控温，新风送风口采用低温送风口。此措施可实现风机盘管的干工况运行。

6   低温送风在大空间空调中的应用

6.1 如前文所述，低温送风用于大空间空调时，用专用送风口将一次低温风直接送入空调房间。和其它低温送风相比，减少了变风量末端这一环节，仅靠空气处理机组风机的变频控制改变空调系统风量，系统简单，控制简单方便，具有可靠性更高、初投资更省、运行费用更低的优点。

6.2 下面以我院设计的广东省重点工程‘广东科学中心’为例对低温送风用于大空间空调时的经济性等方面进行阐述。

6.2.1‘广东科学中心’由三部分组成:‘广东科学中心主楼’，建筑面积约112000m2，地下(架空层)一层，地上基本层数为三层，局部五层，建筑高度57m，为一类高层建筑，为一以科学展示为中心的开放性公共建筑；‘学术交流中心’，建筑面积约13100m2，地下一层，地上三层，建筑高度19m，为多层建筑，主要功能为学术交流和客房；‘室外总平面部分’。

6.2.2 不同空调方案简述

（1）方案1  冰蓄冷+大温差水系统+低温送风系统：冷源采用动态制冰的制冰滑落式冰蓄冷方式，选用四台单机制冷量为2419kw的制冷主机,空调供回水温度为3.5℃、13.5℃，大温差水系统；大空间空调为全空气空调系统，设有全热回收，采用组合式空气处理机组，变频风机，除有特殊要求的系统外，表冷器出风温度均为7.5℃，低温热芯诱导风口顶送风；少部分小房间采用风机盘管加新风系统的空调方式，风机盘管为卧式暗装，新风机组为整装卧式，新风机组表冷器出风温度8.5℃，风机盘管与新风机组空调水串联连接，新风机组在上游，风机盘管进水温度9℃。

（2）方案2  常规空调系统：冷源采用水冷冷水机组，选用六台单机制冷量为2700kw的制冷主机,空调供回水温度为7℃、12℃；大空间空调为全空气空调系统，设有全热回收，采用组合式空气处理机组，变频风机，表冷器出风温度均高于14℃，常规风口送风；少部分小房间采用风机盘管加新风系统的空调方式，风机盘管为卧式暗装，新风机组为整装卧式。

6.2.3 不同空调方案初投资比较

（1） 仅对各方案空调系统的初投资进行比较，不包括配套的土建及供配电，各方案配置同等档次设备，均采用变频控制，均设热回收装置。

（2） 设备、材料按市场价格计算，方案1空调系统的初投资为6700万元，方案2空调系统的初投资为6780万元。

6.2.4 不同空调方案运行费用比较

（1） 方案1的装机电量，冷源部分(制冷主机、冷却塔、冷却水泵、制冰泵、供冷泵、空调泵)2718kw,低温送风系统送风风机1136.2kw，其它系统空调风机202kw，空调新、排风机179.3kw,共计4235.5kw；方案2的装机电量，冷源部分(制冷主机、冷却塔、冷却水泵、空调泵)4364kw, 空调系统送风风机1875kw，空调新、排风机179.3kw,共计6418.3kw。

（2） 设计日空调的总用电量，按空调系统每日运行9小时(高峰时段3小时低谷时段8小时)考虑。方案1，冷源部分用电量为：峰段8022kw.h、平段16044kw.h、低谷平段15846kw.h，其它部分用电量为13657.5 kw.h；方案2，冷源部分用电量为39276kw.h，其它部分用电量为18488.7 kw.h。

（3） 设计日空调的运行费用，电费按0.9元/kw.h计算。

a. 电力部门无峰谷电价差政策时，方案1设计日空调的运行费用为48212.55元，方案2设计日空调的运行费用为51988.23元。

b. 电力部门实行峰谷电价差政策，非普工业电价按0.65元/kw.h计算，峰谷电价比按4.5:1（高峰电价1.17元/kw.h，低谷电价0.26元/kw.h）计算。方案1设计日空调的运行费用为36226.05元，方案2设计日空调的运行费用依然为51988.23元。

6.2.5 从以上的比较中可以看出，冰蓄冷+大温差水系统+低温送风系统与常规空调系统相比，初投资略省，但运行费用在不同的电价政策下，均有较大的节省。无峰谷电价差时，设计日空调的运行费用比常规空调系统节省3775.68元，约7.3%；有峰谷电价差时，设计日空调的运行费用比常规空调系统节省15762.18元，约30.3%，考虑部分负荷时蓄冷及制冷主机效率等因素，每年节省运行费约44%。

6.2.6 低温送风降低了空调房间的相对湿度，提高了室内的热舒适度；管道占用空间小，只有常规空调的60%~70%，提高了建筑室内使用高度；空气处理机组尺寸减小，节省空调机房面积；空调风机电功率减小，只有常规空调的60%~70%。冰蓄冷减小制冷机房电功率数，有效地实现白天高峰用电向夜间低谷的转移，社会效益显著；电力部门实行峰谷电价差政策时，空调运行费用大为节省。

7   结语

    与冰蓄冷系统相结合的低温送风系统具有初投资省、运行费用低、室内空气品质好等特点，是一项值得推广的空调系统形式，大空间空调中应用时优点尤明显。低温送风系统具有送风温度低，送风温差大、冷水温差大等特点，导致存在着许多不同于常规空调系统的设计方法，这主要表现在气流组织、空调机组构造、自动控制等方面，认识这些方面的特点是设计低温送风系统所必需的。

参考文献
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